机械设计说明书-二级蜗杆减速器设计说明

1、机械设计课程设计计算说明书设计题目简易专用半自动三轴钻床传动装置设计（升降台）学院班设计者指导老师2010年5月28日航空航天大学目录1. 设计任务书111VI 112扌12总体方案设计12传动方案设计12.2执行机构设计22.3原动机选择及动力参数计算23. 传动零件计算43设计高速级蜗杆43丄1选择传动类型、精度等级及材料43.1.2确定蜗杆、蜗轮齿数43.1.3确定蜗轮许用接触应力43.1.4接触强度设计43.1.5主要儿何尺寸计算43.1.6计算蜗轮的圆周速度和传动效率53.1.7校核接触强度53.1.8齿轮弯曲强度校核53.1.9蜗杆轴刚度验算63.1.10蜗杆传动热平衡计算63.2

2、设计低速级蜗杆6321选择传动类型、精度等级及材料63.2.2确定蜗杆、蜗轮齿数6323确定蜗轮许用接触应力63.2.4接触强度设计7325主要儿何尺寸计算7326计算蜗轮的圆周速度和传动效率73.2.7校核接触强度73.2.8齿轮弯曲强度校核83.2.9蜗杆轴刚度验算83.2.10蜗杆传动热平衡计算84轴设计及轴承、键的选择及校核94高速轴设计及校核94.1.1选择材料和热处理94.1.2按扭转强度估算轴径94.1.3初步设计轴结构94.1.4轴受力及弯扭合成校核104.2高速轴轴承选择及校核114.3高速轴上键选择及校核114.4中间轴设计及校核124.4.1选择材料和热处理124.4.2

3、按扭转强度估算轴径124.4.3初步设计轴结构124.4.4轴受力及弯扭合成校核124.5中间轴轴承选择及校核134.6中间轴上键选择及校核144.7低速轴设计及校核144.7.1选择材料和热处理144.7.2按扭转强度估算轴径144.7.3初步设计轴结构144.7.4轴受力及弯扭合成校核154.8低速轴轴承选择及校核164.9低速轴上键选择及校核175减速器箱体、附件设计及润滑、密封175减速器箱体及附件设计175.2减速器润滑及密封17参考资料181 设计任务书1.1设计要求48TA3X08120图1工件简图（1）三个钻头以相同速度切削工件，安装工件的工作台作 进给运动，每个钻头轴向进给阻

4、力为F,被加工零件上三 孔直径均为D,每分钟加工两件。工件如图1：（2）室工作，生产量为五台。（3）动力源为三相交流380/220V,电动机单向运转， 载荷平稳。（4）使用期限为10年，大修期为3年，双班制工作。（5）专业机械厂制造，可加工7、8级齿轮。12原始技术数据表1原始技术数据工作台及附件重量575kg工作台最大速度O.15m/s切削时间7.5s工作台切削阻力3X13OO=39OON2.总体方案设计升降台运动要快速进给，慢速匀速切削，快速回程，再停歇，方便更换工件。每分 钟两件，运动速度低，功率小。原动机选择同步转速为15OOr/min的电动机。2. 1传动方案设计电机满载转速1390

5、r/min。总传动比j = t = 1222=695Hw 2传动比很大，可以采用蜗杆传动，一级不够，采用两级。也可以考虑采用多级齿轮 传动。两种方案机构运动简图如图2、3：图2蜗杆传动简图px)rd( 1图3齿轮运动简图方案比较与选择：A二级蜗杆传动结构紧凑，但传动效率不高，发热较多，箱体结构较复杂。B.四级齿轮传动的方案传动效率高，寿命长，传动功率大。但结构很不紧凑。考虑 到升降台功率小，移动慢，釆用二级蜗杆传动结构紧凑，比较合适。2. 2执行机构设计升降台的运动比较复杂，执行机构最基本的要把回转运动转化为所需要的直线运动 以及具有急回特性，偏置曲柄滑块机构能实现，凸轮机构也行。图4曲柄滑块

6、机构图5凸轮机构方案比较：图3曲柄滑块机构机构紧凑，重量轻，传力好。但运动特性不好，只能实现瞬间停 歇，不方便更换零件。图4凸轮机构容易实现理想运动，但考虑到升降台行程设计为70mm,凸轮的尺寸 较大。综合考虑，采用凸轮机构，能达到理想的运动，虽然凸轮不适合较大行程和低速重 载，但升降台运转慢，功率小，负载也不大，选用凸轮是合适的。2. 3原动机选择及动力参数计算工作机所需功率P、=FV。切削时，受力最大，Fmax=575 X9.8+3900=9535No切削速度 切削功率pw = F maxx V = 9535N x 4mm/ s = 38VV回程时速度最大总传动效率U为联轴器效率0.99,

7、 %为轴承效率99(三对)3为单级蜗杆传动效率& %为滚子效率0.99o电机功率PPd_=7= 0118 -0.194Hv0.61选取Y801 - 4电机,额定功率0.55kw,满载转速1390r/min 总传动比心存罟5二级蜗杆传动，取高速级传动比h = 22,低速级D =丄心32。i运动和动力参数计算：电机轴：P Hj=Pd=0.194kwT出=955()也=332加Um高速轴(1):P = Pd x 0.99 = 0.192kwm = 1390/7 minTi =9550P1= 32N m中间轴(2)：Pi = Px 0.99 x0.8 = 0.152kwnm =l1390=63.2/7

8、 min=23.02V w低速轴(3)：Px=P2X 0.99 x 0.8 = 0.120k wni 63.2.心,H3 =-=1.9 7厂 / min1232T3 =9550P3=-581.7N 加113表2各轴运动和动力参数轴名功率P/kw转矩T/N m转速 n/(r/min)传动比1效率n输入输出输入输出电机轴0.1941.3313901轴0.1920.1901.322轴0.1520.15023.03轴0.1200.119581.710.991.311390220.7922.863.2320.79575.91.973 传动零件计算机械设计要求使用期限为10年，大修期为三年，双班制工作，假

9、设机器每天连续 运转10h, 年工作300天。3. 1设计高速级蜗杆3. 1. 1选择传动类型、精度等级及材料选用ZA型蜗杆，精度等级为8级。蜗杆45钢淬火，表面硬度HRC=4550。蜗轮轮缘材料釆用ZCuSnlOPl,砂模铸造。3. 1.2确定蜗杆、蜗轮齿数传动比为沁=22,参考1表28-4,取乙=2,乙2 = 3*12 = 2x22 = 44。3. 1.3确定蜗轮许用接触应力蜗轮材料为锡青铜，6P = b；“ZN，山1表 28-10 查得，b；” = 200MPd。参考1图28-8,初估滑动速度vs = 2m/sf浸油润滑。由1图28-10查得,滑动速度影响系数Z.V = 0.97 o蜗轮

10、应力循环次数 M = 60/皿=60x63.2x10x300x10 = 1.1x10*由1图 28-11 查得Zv = 0.73 ,则6ip = 200 MPa x 0.97 x 0.73 = 141 62MPa3.1.4接触强度设计载荷系数K=Lh 厂=230N加，由1式(28-10)得nrd 15000“ 6肿2)15000、141.62x44；x 1.1x23 = 146.6mm3查1表 28 3,选用 m2d = 175 o m=2.5mm di=28mm, q=11.2o3.1.5主要几何尺寸计算蜗轮分度圆直径2 =陀2 = 2.5x44 = 11 Omni。蜗杆导程角 / = ar

11、ctan = arctan = 10729q11.2蜗轮齿宽加a 2川(05 + 仿匚1)= 2x25(05 +VH云1)加匸19964m 取 Z?2 = 20/77/77 o传动中心距 a = 05(i + di) = 0.5 x(28 +110) = 69”。3. 1.6计算蜗轮的圆周速度和传动效率蜗轮圆周速度为V2 =加/ 2,22/(60 X 1000) = 0.356/7/5齿面相对滑动速度为vs = vi/cos / =加/i川/(60x 1000 xcosl(T729) = 2m/s由1表28-7查得，p =2由1式(28 5)得高速级蜗杆啮合效率tan； = 0.83 tan(

12、/ + p)搅油效率朋h = 0.96,山1式(28-4)得高速级蜗杆传动效率恥=汕 =0.96 x 0.83 = 0.80与估值相等。3.1.7校核接触强度由1表28-12查得弹性系数为Zt = 155o由1表28-13查得使用系数Ka = 1 o由于卩2 = 0.356?/s = 1。由1式(28-11)得7 940012 ll9400x23“、an = Ze KaKvKb = 155x=123.82(MPa)y did；Y 28x110-07/ OJIP ,合格。3.1.8齿轮弯曲强度校核由1表28-10查得b爲=51N/力厂o由1图28-11查得弯曲强度寿命系数Kv = 0.59o故

13、6p = cnpY.N- = 51 x0.59 = 30.09/nun2蜗轮肖量齿数为 Ze2 = zilcos y = 44/cos510729 = 462蜗轮无变位，查1图27-20和图27-21得，厶=2.38, K = 1.68 所以 Yfs = YFaYsa = 2.38 X1.68 = 4.00导程角系数” =1-丄=1_空竺= 0.92120 120其他参数与接触疲劳强度计算相同，则山1式（2813）得6 =林KKZ 丫场=666x23X4X0.92 = 7.32N/肿d id 2in28x110x2.5a dr,合格。3. 1.9蜗杆轴刚度验算蜗杆所受圆周力Fa =27i2x1

14、.32小八八= 94.3()d 0.028蜗杆所受径向力Frl =2T22x23=tan a. =x tan 20 N = 152.2Ndi0.11蜗杆两支撑间距离厶= 0.9 2 = 0.9x110 = 99()蜗杆危险截面惯性矩/= = U5xi0W许用最大变形为 VP = 0.0015/1 = 0.0015x28mm = 0.042/7?/?由1式(28-14)得蜗杆变形为严=帖冷用 =Z&152.22 亦= oom”48EZ 48x2.1x10x1.15xl04yi 4 = 0.331 1 vAJ1.73导热率k取为k = 5WIm1-C)(中等通风环境)，工作环境温度门取为2 = 2

15、00 (xq ph0.33 x I 加2=0.174/1100 J由1式(28-15)得kA+ t2 =192x(1-0.8)15x0.174+ 20 C = 34.7C15000KT 4 =15000 、226x64；xl.1x581.7 = 625.6mm3查1表 28 3,选用 /n2J3 = 640o m=4mm, d3=40mm, q=10o3. 2. 5主要几何尺寸计算蜗轮分度圆直径=陀4 = 4x64 = 256mm。蜗杆导程角 / = arctan = arctan = 1T1836q10蜗轮齿宽/九a2加(0.5 + 7+T)=2x4(0.5 + J10+1 )nm = 30

16、.53”。取 S = 32mm。传动中心距 = 0.5(3 + 4)= 0.5 x(40 + 256 )nun = 148nun。3.2.6计算蜗轮的圆周速度和传动效率蜗轮圆周速度为V4 = thIaha /(60 x 1000) = 0.026? / s齿面相对滑动速度为Vs = V3/cos/ =加Z3/13/(60x1000 x cos 11 1836) = 0.13/? / s由1表 28 7 查得，A = 424f由1式(28 5)得低速级蜗杆啮合效率R= 严、=0.711 tan(/ + p)搅油效率汕= 0.96，由1式(284)得低速级蜗杆传动效率冰=汕 77 = 0.96x0

17、.711 = 0.68与估值差别较大。3. 2. 7校核接触强度蜗轮转矩 T4 =八注恥= 22.8x 32x0.68 = 496.1(N m)由1 表28-12查得弹性系数为Zfc = 155o由1表28-13查得使用系数Ka = q由于V4 = 0.026m/53m/s ,取动载荷系数Kv = 1 ,载荷分布系数为= 1。由1式(28-11)得)940074dd;KaKvK = 55x9400x496.1X 40x256，=2067(MPa)07/ 6P，合格 o3. 2. 8齿轮弯曲强度校核由1表 28-10 查得HP = 5lN/mm2。由1图28-11查得弯曲强度寿命系数Kv=0.8

18、7o故 6p = 51 x 0.87 = 44.37 N / mm2蜗轮当量齿数为 3 = Z4/cos、/ = 64/cosT 门836 = 67.88蜗轮无变位，查1图 27-20 和图 27-21 得，”a = 2.27, Ysa = 1.74 所以 Yfs = YFaYsa = 2.27X1.74 = 3.95导程角系数g嘀(111836=1 120= 0.906其他参数与接触疲劳强度计算相同,则由1式(28-13)得 666T aKaKvK666x496.126 =YfsY =x4x 0.92 = 29.7N/mmchdum40x256x4a OfT,合格。3. 2. 9蜗杆轴刚度验

19、算蜗杆所受圆周力蜗杆所受径向力F/3=2n = 2x218ch 0.04= 1140()2Ta2x496 1F,3 = 130=x10020 = 1410.7蜗杆两支撑间距离E = 0.9/4 = 0.9x256 = 230.4(加肋蜗杆危险截面惯性矩心眷4.6叽屛许用最大变形为=0.001叼3 = 0.0015 x 40mm = 0.06mm由1式(28-14)得蜗杆变形为严=竝盗 =5405410.7,23。.4 皿=0.053”48EZ 48x2.1x10、X4.19X10”yypy 合格。3.2.10蜗杆传动热平衡计算导热率k取为k = 15W/(m2-C)(中等通风环境),工作环境温

20、度取为t2 = 20C o1.73传动装置散热面积4 = 0.331000.33 xf 1481001.73m2 =0.65/n2由1式(28-15)得152x(1-0.68)15 x 0.65+ 20 C = 25Cv95C,合格。结论:表3蜗轮蜗杆设计基本参数(长度单位mm)级别z轮qmb轮Tad itd轮高速级24411.22.52010729”6928110低速级26410432111&36148540256山于低速级传动效率估计过高，导致表2的动力参数不准，实际传递的功率要小, 但考虑到最初设计是按最大功率设计，传递的功率稍小也能超过升降台平均功率, 能够满足要求，仅修正第三轴数据。

21、在此把修正的动力参数表列出：表4最终各轴运动和动力参数轴名功率P/kw转矩T/N m转速 n/(r/min)传动比1效率q输入输出输入输出电机轴0.1941.33139010.991轴0.1920.1901.321311390220.792轴0.1520.15023.022.863.2320.673轴0.1020.101496.1491.11.974轴设计及轴承、键的选择及校核4. 1高速轴设计及校核4. 1. 1选择材料和热处理选择45钢，调制，硬度217255HBSo4. 1.2按扭转强度估算轴径查1表26-3,取C=110由1式(26-2),并乘以110%安全系数,得:I Po 192,

22、1,110%C，-=H0%xll0x3/_=6.25 4. 1. 3初步设计轴结构根据蜗杆尺寸，逐步过渡，轴初步设计图如图6：图6轴1初步结构4. 1.4轴受力及弯扭合成校核轴釆用对称支撑，支撑点到中间受力点距离约为65mm酿杆右旋，轴受力如图7：图7轴1受力图蜗杆圆周力蜗杆轴向力蜗杆径向力厂 2000xTi2000x1.31 心 八,F八=N = 93.37Vd28厂 200072Fa =(112000x23110N = 41&2NF) = Fa tan a = 41 &2 x tan 20 N = 152.2N 蜗杆轴向力平移引起附加力矩Mx =Q.5Fad =O5x4182x28*1O7

23、V2 = 584N 川XY面支反力及弯矩：F.u, = Fxb = -0.5F/I = -46.7NMi = Fxax50m/n = 2.337V mZY面支反力及弯矩:Fzb =N = 121.0N152.2 x 65 + 5.84xl0365 x 2F“ = 121 1522 = 312(N)A/3 = /*j,x65/w?7 = 121xO.O657V m = 7 .S7 N m 显然危险截面在轴中点，合弯矩为M = J2.332+7WN m = 8.217V-m按脉动循环考虑，山1表26-4查出， = 102.5MPa。所以= 0.59_ cr -巾_ 60aob = 102.5Me

24、= 7a/2+(Ti)2 = J&2F+(0.59x1.31)2 = &25N m弯扭合成应力校核：由1式(26-4)I q os! x 103 nun = 11.1”V0.1x60xl06蜗杆齿根圆直径为22mm 11mm,合格。4. 2高速轴轴承选择及校核选用一对7004AC轴承，基本额定动载荷Cr=10.0kNo轴承 a 径向力 Fra =+ F； = V46.72+31.22/V = 56.2N轴承 b 径向力 Frb = JF： + F； = V46.72 + 1212N = 129.7N 由1表 34-5 知，Fs = 0.68F,轴承 a 附加轴向力 Fsa = 0.68F =

25、0.68x56.27V = 3&27V轴承 b 附加轴向力 Fsb = 0.68/m, = 0.68x 129.7N = 88.2AFsa + Fal Fsb ,轴承 b 压紧。轴承a轴向力Faa = Fsa = 38.27V轴承 b 轴向力 Fab = Faa + Fm = 38.2+41 &2 = 456.4(N)对轴承 a,凡/Fm = 0.68,由1表347, X=l, Y=0由1表34-8,确定冲击载荷系数fd = lA o根据1式(34-10)Pa = fdXFra += 1.1 x 38.2/V = 40.02 N对轴承 b, FabIF命 Q.6E,由1表 34-7, X=0.

26、41, Y二0.87。Pb = fd(XFrb + YFch) =l.lx(0.41 X129.74- 0.87 x 456.4)N = 495 3N轴承b寿命短，根据1式（348）Lioh =m16670( CrY16670x1390495.310000、3A = 9.9x104/z机器十年共运转10x10x300 = 30000/?,合格。4. 3高速轴上键选择及校核公称直径d=12mm,由表6-57,选取键4X10GB 1096-79o 许用挤压应力切由1表331查得，铸铁的切为7080MPao由1式(33-1)2Ti2x1.32x106 =VWd6x2x124. 4中间轴设计及校核 4

27、. 4. 1选择材料和热处理选择45钢，调制，硬度217255HBSo4. 4. 2按扭转强度估算轴径查1表26-3,取C=110。由1式（26-2）,有附加径向载荷乘以130%安全系数, 得：心3。叫仔WIOx曙|“9如Ft24. 4. 3初步设计轴结构根据蜗杆尺寸，逐步过渡，轴初步设计图如图&图8轴2初步结构4. 4. 4轴受力及弯扭合成校核轴左支撑点到中间受力点距离约为135mm,右支撑点到中间受力点距离约为101mm,蜗轮受力点距左支撑点水平距离约为79mm。左端固定，右端游走，蜗杆右旋，轴2受力如图9：蜗轮轴向力Fq2 = Fix = 93.37V蜗轮径向力Fr2 = Frl = 1

28、52.2N蜗杆圆周力2000xnTh2000x22.840N = 3&5N蜗杆轴向力2000门2000x496.1256AT = 3875.82V蜗杆径向力 Frs = Faan a = 3875.8x tan 20N = 1410.77VXY面支反力及弯矩:418.2x79+1138.5x135236N = 79137VF“ = Fd_F3_Fxd = 41&2-1138.5 + 791.3 = 71.1(/V)Ma = Exl0b7” = 7913x010LV = 799Nn?Ms = Ftix 79 mm = 418.27V x 79mm = 33.07V inZY面支反力及弯矩：Mi

29、= O.5Fa2ch = 93.37V x 55nun = 5.13/V mMxi = Fa3 x 20nun = 77.5N m厂(5.13 -77.5) x 103 -152.2x79 +1410.7 x 135 “Fzd = N = 449 AN236F“ = 152.2 + 1410.7-449.4 = 11135(N)M 6 = Fri x 79nnnMx = 6.9N mM 7 =尺” x 10 nmi+Mxi = 122.97V rn显然危险截面在中间截面蜗杆受力处，合弯矩为M = V79.92+122.92A m = 146.6/V mFzcMxlMx2ZY面受力图a 同 1一

30、4）中，a = 0.59Me =丄 + (刃 3)2 = A/i46.62+(0.59x22.8)2 = 147.2N m弯扭合成应力校核：由1式(26-4)Me147.2 = 3 010如V0.1x60xl06蜗杆齿根圆直径为30.4mm29.1 mm,合格。4. 5中间轴轴承选择及校核左支撑选用一对30205圆锥滚子轴承，基本额定动载荷Cr=32.2kNo 右支撑选用6005深沟球轴承，基本额定动载荷Cr=10.0kNo 左端轴承计算把一对轴承当一个来计算，曲11式（3418）基本额定动载荷Cfr = 2Cr = 55.2kN 左端轴承径向力 Fn =帆 + F； = 771.12+111

31、3.52 = 1115.8N左端轴承轴向力 Fac =尺3-Fai = 3875.8-93.3 = 37825(N)右端轴承径向力 Frd =+= V719.32+449.427V = 84& IN对左端轴承，山2表6-67知， = 0.37Fac 3782.5 片Frc 1115.8由表 6-67 知，X=0.4, Y=1.6o 根据1式(3410)Pc = fdXFrc + YFac) =l.lx(0.4x 1115 .8 +1 6 x 37825)N =刀48 2N根据1式(348)ior16670( C八了 16670LlOhc =； =Pc)x63.20V2x&F“2.4x 阮714

32、8.2Lwkc 30000 合格。 对右端轴承，不受径向力H = llxfk/= 1.1x84& 1N = 9329NLiow =16670m16670 (x63.2 I10000?932.9 丿力= 3.2x10 讣 30000/7合格4. 6中间轴上键选择及校核公称直径 d=12mm,由2表 6-57,选取键 6X20 GB 1096-79 130%C3| = 130%X110 X j0021.97=53.3mm4. 7. 3初步设计轴结构根据初佔最小轴径，逐步过渡，轴初步设计图如图10：CM _9eg g eCi)99ei图10轴3初步结构4. 7. 4轴受力及弯扭合成校核轴采用对称支撑

33、，支撑点到中间受力点距离约为73mm,左端与凸轮连接受力点距 左支撑距离约为91mm。轴受力如图11：蜗轮圆周力图11轴3受力图F/4 = K3 = 3875.8蜗轮轴向力= 1138.5146蜗轮径向力F,4 = F,3 = 1410.7N凸轮的力是变化的，切削时，力较大，校核此时强度。切削时压力角在凸轮轮廓线 上量取，压力角约为10。尺凸=Mg + 3F = 9.8 x 575 + 3 x 1300 = 9535NFra = fetanlO =9535xtanl0 =1681.32XY面支反力及弯矩:Fm =3875.8x73 1681.3x91146N = 890.0NFxe = 387

34、5.8 + 1681.3-890 = 4667.1(N)M s =尺凸 x 9 nun = 1681.3x 0.091/V in = 153.0/V mM9 = Fxf= 8907V x 19 mm = 70.37V mZY面支反力及弯矩：M= 0.5Fa4(h = 1138.5N x 128mm = 145.7 N mN = -5650 3N厂 145.7xl03-9535 x91-1410.7 x 73 F# =Fze = 9535 1410.7 + 5650.3 = 13774.6()M io =尺凸 x 9 mm = 867.77V mM = x73mm+Mx = 55&2N m中间截

35、面和左支撑截面弯矩较大，为危险截面。合弯矩:M-p = jMj+M； = 770.32+558.22 = 562.6(N- m)M 左=+= /1532 + 867.72 = 881.1(N- m)左支撑面弯矩大，直径小，更危险，只需校核该截面。a 同 1一4)中，a = 0.59oM咗=Jm： +（亦尸=J881.F+（0.59x496.1尸=928.4/V m 弯扭合成应力校核：由1式（264）i#0x60xl(y928.4xl0m = 537左支撑截面直径为65mm537mm,合格。4. 8低速轴轴承选择及校核选用一对7013C轴承，基本额定动载荷Cr=40kN,基本额定静载荷Cil）=35.5kNo 轴承 e 径向力几=+=、/4667f + l3774.6?N = 14543.8N轴承 f 径向力 Frb = 8902 + 5650.32 N = 5720.07V由1表 34-5 知，Fs = eFre未知，查1表347,迭代儿次，可以基本确定& =0.51, &=0.5。轴承 e 附加轴向力 Fse = 0.5Fre = 0.51 x 14543.8N = 7417.3N轴承 f 附加轴向力 Fs/ = 0.5F,/ = 0.5 x 572O7V = 286CWFsf + Fa4 ef , l|l表 347, X